熊敏，孫麗娟

（1.江西江鈴集團(tuán)特種專用車有限公司 技術(shù)部，江西 南昌 330010；2.江西交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院 汽車工程系，江西 南昌 330013）

1 引言

隨著國家經(jīng)濟(jì)飛速發(fā)展，商用輕卡銷量得到迅猛增長，由于其經(jīng)濟(jì)性和便利性，已經(jīng)成為運(yùn)輸貨物的必然選擇[1-3]。同時(shí)，科技也日新月異進(jìn)步，人們對(duì)輕卡駕乘的舒適性提出了更高的要求，作為汽車主要振動(dòng)源之一的動(dòng)力總成，其懸置系統(tǒng)的優(yōu)劣直接影響了整車NVH和力學(xué)性能的好壞[4-5]，因此，研究動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)力學(xué)性能具有重要的經(jīng)濟(jì)和社會(huì)價(jià)值。

本文基于有限元法，首先進(jìn)行了動(dòng)力總成的質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量測試，然后采用Hyperworks和Nastran軟件，對(duì)某商用輕卡的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了CAE模態(tài)和強(qiáng)度分析，結(jié)果顯示，懸置系統(tǒng)主被動(dòng)側(cè)支架的各階振型模態(tài)滿足目標(biāo)值，符合設(shè)計(jì)要求，同時(shí)二十八工況強(qiáng)度分析結(jié)果顯示支架最大應(yīng)力和塑性應(yīng)變滿足目標(biāo)。

2 動(dòng)力總成質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量測試

動(dòng)力總成是整車的核心動(dòng)力源和傳動(dòng)系統(tǒng)部件，通過懸置系統(tǒng)安裝于輕卡車架部件上。動(dòng)力總成質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是基本設(shè)計(jì)參數(shù)，對(duì)懸置系統(tǒng)力學(xué)性能有著直接影響。本文采用懸吊扭擺法，即用標(biāo)定好的扭轉(zhuǎn)剛度的懸索懸吊動(dòng)力總成，測量動(dòng)力總成旋轉(zhuǎn)自由擺動(dòng)的周期，如圖 1，試驗(yàn)需分別測量動(dòng)力總成在六個(gè)懸吊姿態(tài)下的擺動(dòng)周期，其質(zhì)心坐標(biāo)采用懸吊線交點(diǎn)法確定，測試得到的動(dòng)力總成參數(shù)如表1。

圖1 動(dòng)力總成質(zhì)心測試

表1 某商用車動(dòng)力總成質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量參數(shù)表

3 懸置系統(tǒng)CAE模態(tài)分析

本文采用Hypermesh軟件對(duì)某商用輕卡懸置系統(tǒng)主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)支架進(jìn)行建模，懸置支架材料為QT450和Q235，通過Nastran軟件進(jìn)行CAE模態(tài)分析，提取前四階模態(tài)頻率。

3.1 主動(dòng)側(cè)懸置支架模態(tài)分析

本文對(duì)某商用車懸置系統(tǒng)主動(dòng)側(cè)支架進(jìn)行了約束模態(tài)分析，邊界條件如圖2，約束懸置支架安裝位置孔全部自由度，主動(dòng)側(cè)懸置支架質(zhì)量為8.4kg。

圖2 懸置系統(tǒng)主被動(dòng)側(cè)支架模態(tài)約束邊界示意圖

本文對(duì)某商用車懸置系統(tǒng)主動(dòng)側(cè)支架進(jìn)行了約束模態(tài)分析，得到如圖3的CAE分析結(jié)果，其中主動(dòng)側(cè)左前懸置支架模態(tài)為824Hz，主動(dòng)側(cè)右前懸置支架模態(tài)為2846Hz，主動(dòng)側(cè)左后懸置支架模態(tài)為 300Hz，主動(dòng)側(cè)右后懸置支架模態(tài)為249.2Hz，而目標(biāo)頻率為235Hz，滿足設(shè)計(jì)要求。

3.2 被動(dòng)側(cè)懸置支架模態(tài)分析

本文對(duì)某商用車懸置系統(tǒng)被動(dòng)側(cè)支架進(jìn)行了約束模態(tài)分析，得到如圖4的CAE分析結(jié)果，其中被動(dòng)側(cè)左前懸置支架模態(tài)為387Hz，被動(dòng)側(cè)右前懸置支架模態(tài)為387Hz，主動(dòng)側(cè)左后懸置支架模態(tài)為 519Hz，主動(dòng)側(cè)右后懸置支架模態(tài)為481Hz，而目標(biāo)頻率為235Hz，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖3 懸置系統(tǒng)主動(dòng)側(cè)支架模態(tài)分析結(jié)果

圖4 懸置系統(tǒng)被動(dòng)側(cè)支架模態(tài)分析結(jié)果

4 懸置系統(tǒng)CAE強(qiáng)度分析

本文對(duì)某商用車懸置系統(tǒng)主被動(dòng)側(cè)支架進(jìn)行了二十八工況強(qiáng)度分析，其中發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大扭矩為450Nm，工況主要包括WOT全油門工況和加減速工況及碰撞等工況，包括整車運(yùn)行常見工況和部分極限工況。

本文按照上述工況邊界要求，對(duì)某商用輕卡動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)支架進(jìn)行了二十八工況強(qiáng)度分析，得到如圖5的分析結(jié)果，并給出了典型工況應(yīng)力結(jié)果云圖，其中主動(dòng)側(cè)懸置支架最大應(yīng)力為 201MPa，被動(dòng)側(cè)懸置支架最大應(yīng)力為183MPa，小于Q235材料屈服強(qiáng)度235MPa，滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)。

圖5 懸置系統(tǒng)主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)支架強(qiáng)度分析結(jié)果

5 結(jié)論

本文基于有限元法，首先進(jìn)行了動(dòng)力總成的質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量測試，然后采用Hyperworks和Nastran軟件，對(duì)某商用輕卡的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了CAE模態(tài)和強(qiáng)度分析，結(jié)果顯示：

（1）主動(dòng)側(cè)左前懸置支架模態(tài)為824Hz，主動(dòng)側(cè)右前懸置支架模態(tài)為2846Hz，主動(dòng)側(cè)左后懸置支架模態(tài)為300Hz，主動(dòng)側(cè)右后懸置支架模態(tài)為249Hz，而標(biāo)頻率為235Hz，滿足設(shè)計(jì)要求；

（2）被動(dòng)側(cè)左前懸置支架模態(tài)為387Hz，被動(dòng)側(cè)右前懸置支架模態(tài)為387Hz，主動(dòng)側(cè)左后懸置支架模態(tài)為519Hz，主動(dòng)側(cè)右后懸置支架模態(tài)為481Hz，目標(biāo)頻率為235Hz，滿足設(shè)計(jì)要求；

（3）主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)懸置支架最大應(yīng)力都小于Q235材料屈服強(qiáng)度235MPa，滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)；

（4）綜合評(píng)估該商用車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)力學(xué)性能符合設(shè)計(jì)目標(biāo)。